В качестве материала тихоходной ступени примем сталь 40Х. Ступень редуктора цилиндрическая прямозубая, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют.

Назначаем термообработку зубьев:

- шестерни z₁ - закалка ТВЧ;

- колеса z₂ - закалка ТВЧ

Механические свойства стали 40X даны в таблице 2.1.

Таблица №2.1 Механические свойства z₁ и z₂ из стали 40Х

2.2 Режим работы и число циклов перемены напряжения

По заданиям на курсовой проект переменная нагрузка передач (при ni - const) задается циклограммой нагружения. Переменный режим при расчетах заменяют условным постоянным режимом, эквивалентным по усталостному воздействию на передачу, используя коэффициент приведения.

Требуемая долговечность передачи в часах:

где k_год - коэффициент годового использования;

k_С - коэффициент суточного использования;

h - срок службы передачи в годах.

Примем

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

где n - частота вращения зубчатого колеса, мин^-1;

с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: с=1.

N_FE = N_HE

Базовое число циклов перемены напряжений:

- по контактным напряжениям

где HB - средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

- по изгибным напряжениям:

2.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение :

где А=1,25 - для цилиндрической передачи;

(i=1,2) - допускаемое напряжение в прямых зубьях, МПа;

- наименьшее из двух значений и .

где - базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа:

- коэффициент долговечности в зависимости от отношения /

При

< .

- коэффициент запаса прочности: для z₁ и z₂ S_H=1,2.

2.4 Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни

где - базовый предел изгибной выносливости зубьев.

- коэффициент долговечности при изгибе. Так как , то .

2.5 Расчет быстроходной цилиндрической ступени

Межосевое расстояние цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев:

Выбирается

2.6 Параметры быстроходной цилиндрической ступени редуктора

Ширина зубчатого венца:

Модуль:

Принимаем m=4 мм.

Суммарное число зубьев z:

Примем

Числа зубьев:

шестерни z₁= z / (u + 1)=80/(2,5+1)=22,8

принято z₁=23

колеса z₂₌ z - z₁=80-23=57

Фактическое передаточное число u:

u= z₂ / z₁=57/23=2,48

Диаметры окружностей при x₁ = x₂ = 0, мм:

делительных - шестерни d₁ = m* z₁ =4 *23 =92 мм

- колеса d₂ = m* z₂ =4*57 =228 мм

вершин зубьев d_{а1 =} d₁ + 2*m=92 +2*4=100 мм

d_а2 = d₂ + 2*m=228 +2*4=236 мм

впадин зубьев d_{f1 =} d₁ - 2,5*m=92 -2,5*4=82 мм

d_f2 = d₂ - 2,5*m=228 -2,5*4=218 мм

Силы зацепления, Н:

- окружная

- радиальная

2.7 Проверочный расчет быстроходной ступени редуктора

2.7.1 Расчет зубчатых передач на контактную выносливость

Допускаемые расчетные контактные напряжения не изменились: = 466 Мпа. Расчетное значение контактного напряжения не должно превышать допускаемых напряжений:

где для косозубых передач, МПа.

Если расчетное напряжение меньше допускаемого в пределах 15-20% или больше в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет.

2.7.2 Расчет зубчатых передач на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

В зубьях шестерни:

где - коэффициент нагрузки, учитывающий влияние внешних динамических и дополнительных нагрузок, возникающих в зацеплении;

где - коэффициент нагрузки, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

где - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

где - коэффициент нагрузки, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

где - коэффициент нагрузки, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса.

- коэффициент учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

- коэфициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.

Выполняется условие прочности.

2.8 Расчет тихоходной цилиндрической ступени

Межосевое расстояние цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев:

Выбирается

2.9 Параметры тихоходной цилиндрической ступени редуктора

Ширина зубчатого венца:

Принимаем b₂ = 75 мм.

Модуль:

Принимаем m=5 мм.

Суммарное число зубьев z:

Примем

Числа зубьев:

шестерни z₁= z / (u + 1)=/(2+1)=24,7

принято z₁=25

колеса z₂₌ z - z₁=74-25=49

Фактическое передаточное число u:

u= z₂ / z₁=49/25=1,96

Диаметры окружностей при x₁ = x₂ = 0, мм:

делительных - шестерни d₁ = m* z₁ =5 *25 =125 мм

- колеса d₂ = m* z₂ =5 *49 =245 мм

вершин зубьев d_{а1 =} d₁ + 2*m=125 +2*5 =135 мм

d_а2 = d₂ + 2*m=245 +2*5 =235 мм

впадин зубьев d_{f1 =} d₁ - 2,5*m=125 -2,5*5 =112,5 мм

d_f2 = d₂ - 2,5*m=245 -2,5*5 =232,5 мм

Силы зацепления, Н:

- окружная

- радиальная

2.10 Проверочный расчет тихоходной ступени редуктора

2.10.1 Расчет зубчатых передач на контактную выносливость

Расчетное значение контактного напряжения не должно превышать допускаемых напряжений:

где для косозубых передач, МПа.

Если расчетное напряжение меньше допускаемого в пределах 15-20% или больше в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет.

2.10.2 Расчет зубчатых передач на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

В зубьях шестерни:

где - коэффициент нагрузки, учитывающий влияние внешних динамических и дополнительных нагрузок, возникающих в зацеплении;

где - коэффициент нагрузки, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

где - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

где - коэффициент нагрузки, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

где - коэффициент нагрузки, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса.

- коэффициент учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона.

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

- коэфициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.

Выполняется условие прочности.

3. Расчет клиноременной передачи

Из кинематического и энергетического расчетов:

Выбираем ремень сечением В (Б) ГОСТ 1284.1-89, со следующими параметрами: W=17; W_p =14; Т= 10,5±0,4; у₀ =4 мм; A=138 мм²; L=0,5…5,3 м; d_min=125 мм; масса 1 м m_п = 0,18 кг/м.

В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром d₁ большим d_1min из стандартного ряда.

Принимаем d₁=140 мм.

Диаметр ведомого шкива d₂, мм:

где е = 0,01... 0,02 - коэффициент упругого скольжения ремня.

Принимаем d₂=280 мм.

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение передаточного отношения:

Окружные скорости:

Ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

где h - высота сечения ремня, мм.

Расчетная длина ремня:

Выбирается ближайшая по стандарту длина ремня, т.е L_р= 1200 мм.

Уточнение межосевого расстояния:

Угол обхвата меньшего шкива:

Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем:

где [P₀] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем,

коэффициент динамичности нагрузки и длительности работ;

коэффициент угла обхвата;

коэффициент влияния отношений расчетной длины к ремня к базовой;

коэффициент числа ремней.

Число ремней:

Принимаем z=4.

Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней F_t, Н:

Сила предварительного натяжения одного ремня F₀, Н:

Сила натяжения ведущей ветви F1, Н:

Сила натяжения ведомой ветви F2, Н:

Сила давления на вал F_pп, Н:

Напряжение в ведущей ветви ремня у₁, МПа:

где S - площадь поперечного сечения ремня, мм².

Напряжение от центробежной силы у_v, МПа:

где с = 1250...1300 кг/м - плотность материала ремня.

Напряжения изгиба у_u, МПа:

где Е = 60 ... 90 МПа модуль продольной упругости материала ремня.

Максимальные напряжения в ремне у_max, МПа:

где допускаемое напряжение растяжения.

4. Предварительный расчет диаметров валов

Выбор материала валов: Выбираем сталь Ст45 ГОСТ 1050-2013. Средняя твёрдость 193 НВ.

Определение диаметров d и длины ступеней быстроходного вала и предварительный выбор подшипника:

а) 1-я ступень под шкив:

где - крутящий момент на быстроходном валу,

= м;

допускаемое условное напряжение при кручении, =10 Мпа.

Принимаем d₁ = 50 мм. Высота заплечника t = 2,8 мм; координата фаски подшипника r = 3 мм; размер фаски колеса f = 1,6 мм.

б) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

50+2*2,8 = 55,6 мм;

примем по ряду стандартных значение = 55 мм;

.

Для быстроходного вала диаметром под подшипник d_п = 55 мм принимается подшипник шариковый радиальный однорядный № 311 средней серии с параметрами: d = 55 мм, D = 120 мм, В = 29 мм, r = 2 мм.

в) 3-я ступень под шестерню:

мм;

Принимаем d₃ = 60 мм.

г) 4-я ступень под подшипник:

мм ;

.

Определение диаметров d и длины ступеней промежуточного вала и предварительный выбор подшипника:

а) 1-я ступень под подшипник:

мм;

Принимаем d₁ =55 мм.

.

Для промежуточного вала диаметром под подшипник d_п = 55 мм принимается подшипник шариковый радиальный однорядный № 311 средней серии с параметрами: d = 55 мм, D = 120 мм, В = 29 мм, r = 2 мм.

б) 2-я ступень под колесо:

где: - крутящий момент на промежуточном валу, =Нм

допускаемое условное напряжение при кручении, =10МПа

Принимаем d = 65 мм. Высота заплечника t = 3,3 мм; координата фаски подшипника r = 3,5 мм; размер фаски колеса f = 2 мм.

в) 3-я ступень под подшипник:

мм;

.

Определение диаметров d и длины ступеней тихоходного вала и предварительный выбор подшипника:

а) 1-я ступень под звездочку:

где: - крутящий момент на тихоходном валу,

=Нм

допускаемое условное напряжение при кручении, =20 МПа

Принимаем d₁ = 60 мм. Высота заплечника t = 3 мм; координата

фаски подшипника r = 3 мм; размер фаски колеса f = 2 мм.

б) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

60+2*3=66 мм;

Принимаем d₂ =70 мм.

.

Для тихоходного вала диаметром под подшипник d_п = 70 мм принимается подшипник шариковый радиальный однорядный № 214 тяжелой серии с параметрами: d = 70 мм, D = 125 мм, В =24 мм, r = 2,5 мм.

в) 3-я ступень под колесо:

81,2 мм;

Принимаем d₃ =80 мм.

г) 4-я ступень под подшипник:

мм;

.

5. Подбор муфты

Крутящий момент на выходном валу исходя из этого выбираем Муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 14084-93.

Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который должен быть в пределах номинального:

где Kр - коэффициент режима нагрузки;

Т_i - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н*м;

T - номинальный момент.

Муфта в приводе соединяет конец входного вала (d = 50 мм) редуктора с концом вала электродвигателя.

Ориентируясь на упругую втулочно пальцевую, по каталогу из условия [T] ? Т_р, где [T] - момент по паспорту муфты, для d = 60 мм выбираем муфту по ГОСТ 20742-81: Муфта упругая втулочно пальцевая 2000-60-1х 60-2.2-У3 ГОСТ 21424-93.

Рисунок 5.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая

Геометрические параметры:

D=250 мм; d=60 мм; d₁=60 мм; L=218 мм; l_цил =72 мм.

?r=0.3; ?y=1⁰

Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению:

;

;

;

Проверочный расчет на смятие:

где Т_к - вращающий момент, Н*м;

d_п - диаметр пальца, мм;

l_вт - длина упругого элемента, мм;

- допускаемые напряжения.

Пальцы муфты изготавливают из стали 45 и рассчитывают на изгиб:

Допускаемые напряжения изгиба [у]_и =(0,4…0,5)*у_t=0,4*540=216, где у_t - предел текучести материала пальцев.

Зазор между полумуфтами с=3..5 мм.

6. Расчет валов редуктора

6.1 Определение консольных сил

Консольная нагрузка от муфты F_m на выходном конце вала:

Силы зацепления на быстроходном валу, Н:

- окружная

- радиальная

Силы зацепления на тихоходном валу, Н:

- окружная

- радиальная

Сила давления на вал ременной передачи F_pп, Н:

6.2 Проверочный расчет подшипников

6.2.1 Проверочный расчет быстроходного вала

Силы в зубчатом зацеплении: F_t = 3981 Н, F_r =1449 Н.

Консольная сила от ременной передачи: F_рем= 2671 Н.

l₁ = 160 мм, l₂ = 70 мм, l₃ = 90 мм.

Приемлемая долговечность подшипников L_h = 30000 часов.

Для быстроходного вала диаметром под подшипник d_п = 55 мм принимается подшипник шариковый радиальный однорядный № 311 средней серии с параметрами: d = 55 мм, D = 120 мм, В = 29 мм, r = 2 мм, C_r = 71,5 кН, C_or = 41,5 кН .

Рисунок 6.1 Расчетная схема быстроходного вала

Определение реакций опор:

Горизонтальная плоскость:

M_ВК =0, - R_АХ*(l1+l2) - F_t*l2- F_рем*l3 = 0;

M_АК =0, - F_рем *(l1+l2+l3)+R_ВХ*(l1+l2) + F_t*l1 = 0;

Проверяем реакции опор по оси X:

;

;

Вертикальная плоскость:

M_ВК =0, - R_AY*(l₁ + l₂) - F_r* l₂ = 0;

M_AK =0, R_BY*(l₁ + l2) + F_r * l₁ = 0;

Проверяем реакции опор по оси У:

;

.

Определение суммарных реакций:

Для опоры А:

Для опоры В:

Проверочный расчет выполняем для наиболее нагруженного подшипника.

V - коэффициент, учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца V = 1.

K - коэффициент динамичности нагрузки, при кратковременной перегрузке K =1,2.

K_T - температурный коэффициент, K_T =1.

Отношение осевой нагрузки подшипника к статической грузоподъемности: F_r/C₀ = 1449/41500 = 0,035. Принимаем e=0,22.

Отношение осевой нагрузки к радиальной: F_r/VR_А=1449/(1*2299)= 0,63.

Так как F_r/VR_А > e, то Х = 0,56; Y = 1,99.

Определяется эквивалентная нагрузка:

где R - радиальная нагрузка, действующая на опору, Н;

F_a - осевая нагрузка, действующая на опору, Н;

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки.

Р_экв = (0,56*1*2299+1,99*1449)*1,2 =5005 Н

Определяем динамическую грузоподъемность подшипника:

С_гр<C_r. Подшипник пригоден.

Производится расчет на долговечность подшипника для более нагруженной опоры в часах:

Подшипник пригоден.

6.2.2 Проверочный расчет промежуточного вала

Силы в зубчатом зацеплении быстроходной ступени: F_t1 = 3981 Н, F_r1 =1449 Н.

Силы в зубчатом зацеплении тихоходной ступени: F_t2 = 7125 Н, F_r2 =2593 Н.

l₁ = 72 мм, l₂ = 90 мм, l₃ = 70 мм.

Приемлемая долговечность подшипников L_h = 30000 часов.

Для промежуточного вала диаметром под подшипник d_п = 55 мм принимается подшипник шариковый радиальный однорядный № 311 средней серии с параметрами: d = 55 мм, D = 120 мм, В = 29 мм, r = 2 мм, C_r = 71,5 кН, C_or = 41,5 кН .

Рисунок 6.2 Расчетная схема промежуточного вала

Определение реакций опор:

Горизонтальная плоскость:

M_ВК =0, - R_АХ*(l1+l2+l3) - F_t2*(l2+l3) + F_t1* l3 = 0;

M_АК =0, R_BХ*(l1+l2+l3) - F_t1*( l1+l2) + F_t2*l1 = 0;

Проверяем реакции опор по оси X:

;

;

Вертикальная плоскость:

M_ВК =0, - R_АY*(l1+l2+l3) - F_r2*(l2+l3) + F_r1* l3 = 0;

M_AK =0, R_BY*(l1+l2+l3)- F_r1*( l1+l2) + F_r2*l1 = 0;

Проверяем реакции опор по оси У:

;

;

Определение суммарных реакций:

Для опоры А:

Для опоры В:

Проверочный расчет выполняем для наиболее нагруженного подшипника.

V - коэффициент, учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца V = 1.

K - коэффициент динамичности нагрузки, при кратковременной перегрузке K =1,2.

K_T - температурный коэффициент, K_T =1.

Отношение осевой нагрузки подшипника к статической грузоподъемности: F_r/C₀ = 1449/41500 = 0,035. Принимаем e=0,22.

Отношение осевой нагрузки к радиальной: F_r/VR_А=1449/(1*3959)= 0,66.

Так как F_r/VR_А > e, то Х = 0,56; Y = 1,99.

Определяется эквивалентная нагрузка:

где R - радиальная нагрузка, действующая на опору, Н;

F_a - осевая нагрузка, действующая на опору, Н;

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки.

Р_экв = (0,56*1*3959+1,99*1449)*1,2 =6121 Н

Определяем динамическую грузоподъемность подшипника:

С_гр<C_r. Подшипник пригоден.

Производится расчет на долговечность подшипника для более нагруженной опоры в часах:

Подшипник пригоден.

6.2.3 Проверочный расчет тихоходного вала

Силы в зубчатом зацеплении: F_t = 7137 Н, F_r = 2597 Н.

Консольная сила от муфты: F_м=3695 Н.

l₁ = 100 мм, l₂ = 160 мм; l₃ = 80 мм. Приемлемая долговечность подшипников L_h = 30000 часов. Для тихоходного вала диаметром под подшипник d_п = 70 мм принимается подшипник шариковый радиальный однорядный № 314 средней серии с параметрами: d = 70 мм, D = 150 мм, В = 35 мм, r = 3,5 мм; C_r = 104 кН, C_or = 63 кН .

Рисунок 6.3 Расчетная схема тихоходного вала

Определение реакций опор:

Горизонтальная плоскость:

M_ВК =0, F_м*(l1+l2+l3) - R_АХ*(l₂ + l3) + F_t *l3) = 0;

M_АК =0, F_м*l1+ R_BХ*(l₂ + l3) - F_t *l2 = 0;

Проверяем реакции опор по оси У:

;

.

Вертикальная плоскость:

M_ВК =0, - R_АY*(l₂ + l3) + F_r*l3 = 0;

M_АК =0, R_BY*(l₂ + l3)- F_r*l2 = 0;

Проверяем реакции опор по оси X:

;

.

Определение суммарных реакций:

Для опоры А:

Для опоры В:

Проверочный расчет выполняем для наиболее нагруженного подшипника.

V - коэффициент, учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца V = 1.

K - коэффициент динамичности нагрузки, при кратковременной перегрузке K =1,2.

K_T - температурный коэффициент, K_T =1.

Отношение осевой нагрузки подшипника к статической грузоподъемности: F_r/C₀ = 2597/63000 = 0,041. Принимаем e=0,26.

Отношение осевой нагрузки к радиальной: F_r/VR_А=2597/(1*7656)= 0,34.

Так как F_r/VR_А > e, то Х =0,56; Y = 1,71.

Определяется эквивалентная нагрузка:

где R - радиальная нагрузка, действующая на опору, Н;

F_a - осевая нагрузка, действующая на опору, Н;

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки.

Р_экв = (1 *0,56*7663+1,71 *2597)*1,2 =10478 Н

Определяем динамическую грузоподъемность подшипника:

С_гр<C_r. Подшипник пригоден.

Производится расчет на долговечность подшипника для более нагруженной опоры в часах:

Подшипник пригоден.

6.3 Проверочный расчёт шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектируемом редук-торе, проверяем на смятие.

Условие прочности:

где: - окружная сила на шестерне или колесе, Н

- площадь смятия, мм²

допускаемое напряжение на смятие, Н/мм². При сталь-ной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм² .

где:-рабочая длина шпонки, мм

Для шпонок со скругленными торцами:

-полная длина шпонки

h, b,-стандартные размеры, мм²

Шпонка под ременную передачу на быстроходном валу (d= 50 мм):

Шпонка 14 х 9 х 50 ГОСТ 23360-78

l=50 мм; h=9 мм; b=14 мм; .

Н

.

Шпонка под колесо на промежуточном валу (d= 55 мм):

Шпонка 16 х 10 х 40 ГОСТ 23360-78

l=40 мм; h=10 мм; b=16 мм; .

.

Шпонка под колесо на тихоходном валу (d= 80 мм):

Шпонка 22 х 14 х 50 ГОСТ 23360-78

l=50 мм; h=14 мм; b=22 мм; .

.

Шпонка под муфту на тихоходном валу (d= 60 мм):

Шпонка 18 х 11 х 50 ГОСТ 23360-78

l=50 мм; h=11 мм; b=18 мм; .

Н

.

6.4 Проверочный расчет валов

6.4.1 Проверочный расчет быстроходного вала

Определяются величины изгибающих моментов:

Горизонтальная плоскость.

M₁ = 0;

M₂ = -R_АX*l1 =

M₂ = - F_рем*(l2+l3)+ R_ВX*l2 =

M₃ = - F_рем*l3 = -

M₄= 0;

Вертикальная плоскость.

M₁ = 0;

M₂ = -R_AY*l1 =

M₂ = R_ВY*l2 =

M₃ = 0;

М₄ = 0.

Крутящий момент:

Определяем суммарный изгибающий момент .

Производится построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Рисунок 6.4 Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

В проверочном расчёте учитываются два опасных сечения. В точках C и B расчётной схемы вала.

Опасное сечение в точке С (под шестерню):

а) Определим нормальное напряжение:

где -суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сече-нии, Н*м

-- осевой момент сопротивле-ния сечения вала, мм³.

б) Определим касательное напряжение:

где:- крутящий момент в рассматриваемом сече-нии, Н * м

-- круглое сплошное сечения вала, мм³.

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и каса-тельных напряжений:

где:- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, =1,8 [1].

-коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

- коэффициент влияния шероховатости,

-коэффициент влияния поверхностного упрочнения,

где:- эффективный коэффициент концентрации касательного напряжения, =1,45 [1].

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

где:-пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба, =410 Н/мм² [1].

где:- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле и кручения: =0,58 [3].

д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Условие запаса прочности в опасном сечении С выполняется.

Опасное сечение в точке B (под подшипник):

а) Определим нормальное напряжение:

б) Определим касательное напряжение:

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и каса-тельных напряжений:

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Условие запаса прочности в опасном сечении B выполняется.

Быстроходный вал пригоден для эксплуатации.

6.4.2 Проверочный расчет промежуточного вала

Определяются величины изгибающих моментов:

Горизонтальная плоскость.

M₁ = 0;

M₂ = -R_АX*l₁ = 3721*0,072= 268 Н·м;

M₂ = -F_t1*l2+ R_ВX*(l₂ + l₃)= -3981*0,09+565*(0,09+0,07)= -268 Н·м;

M₃ = R_ВX*l₃ = 565*0,07=40 Н·м;

M₃ = -F_t2*l2-R_AX*(l₁ + l₂)= -7137*0,09 +3721*(0,09+0,072)= -40 Н·м;

M₄= 0;

Вертикальная плоскость.

M₁ = 0;

M₂ = -R_AY*l1=1354*0,072 =97 Н·м;

M₂ = R_BY*l1-F_r1*(l2+l3)=206*0,072-1449*(0,09+0,07) = -97 Н·м;

M₃ = R_BY*l3 = 206*0,07= 14 Н·м;

M₃ = -R_AY*(l1+l2)-Fr2*l2=1354*(0,09+0,072)-2597*0,09 = -14 Н·м;

М₄ = 0.

Крутящий момент:

Определяем суммарный изгибающий момент .

Производится построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Рисунок 6.5 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала

В проверочном расчёте учитываются два опасных сечения. В точках C и D расчётной схемы вала.

Опасное сечение в точке C (под шестерню):

а) Определим нормальное напряжение:

б) Определим касательное напряжение:

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и каса-тельных напряжений:

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Условие запаса прочности в опасном сечении C выполняется.

Опасное сечение в точке D (под колесо):

а) Определим нормальное напряжение:

б) Определим касательное напряжение:

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и каса-тельных напряжений:

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Условие запаса прочности в опасном сечении D выполняется.

Промежуточный вал пригоден для эксплуатации.

6.4.3 Проверочный расчет тихоходного вала

Определяются величины изгибающих моментов:

Горизонтальная плоскость.

M₁ = 0;

M₂ = -Fм*l1= -3695*0,1 = -369 Н·м;

M₃ = -Fм*(l1+l2) -R_АX*l2 = -3695*(0,1+0,16)-7614*0,16= -2178 Н·м;

M₃ = R_ВX*l₃ = 3218*0,08= 257 Н·м;

M₄= 0;

Вертикальная плоскость.

M₁ = 0;

M₂ =0 ;

M₃ = R_ВY*l3=1731*0,08 = 121 Н·м;

M₃ = -R_АY*l2 = -866*0,16= -138 Н·м;

М₄ = 0.

Крутящий момент:

Определяем суммарный изгибающий момент .

Производится построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Рисунок 6.6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала

В проверочном расчёте учитываются два опасных сечения. В точках A и C расчётной схемы вала.

Опасное сечение в точке A (под подшипник):

а) Определим нормальное напряжение:

б) Определим касательное напряжение:

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и каса-тельных напряжений:

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Условие запаса прочности в опасном сечении A выполняется.

Опасное сечение в точке C (под колесо):

а) Определим нормальное напряжение:

б) Определим касательное напряжение:

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и каса-тельных напряжений:

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Условие запаса прочности в опасном сечении C выполняется.

Тихоходный вал пригоден для эксплуатации.

7. Смазывание. Смазочные устройства

Способ смазывания: Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях у_н=711 Н*м и фактической окружной скорости колес х=0,8 м/с.

Выбираем масло индустриальное И-Г-С-100 по ГОСТ 17479.4-87.

Определяем количество масла: Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4...0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.

привод зубчатый редуктор вал

Определение уровня масла:

Минимальный уровень масла

Максимальный уровень масла

где - модуль зацепления,

= 245 мм - диаметр колеса тихоходного вала;

- высота картера редуктора, находиться графически, .

Список использованной литературы

Учебное пособие «Расчет и проектирование передач с использованием систем автоматизированного проектирования/ Составители: И.П.Талипова, Р.Н.Тазмеева - Набережные Челны: изд-во НЧИ КФУ,2017 . - 104 с.

Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Изд-е 2-е, перераб. и допол. / А.Е. Штейнблит - Калининград: Янтар. сказ. 2002. -- 454 с.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.:Высш. Шк., 2001. - 441с.

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.Т1-М: Машиностроение ,1983

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.Т2-М: Машиностроение ,1983

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.Т3-М: Машиностроение ,1983.

Размещено на Allbest.ru